挖掘機(jī)多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)閥口流場仿真分析

高澤坤， 王心如， 吉 晨， 時文卓， 李世振，3

(1.山東大學(xué) 海洋研究院， 山東 青島 266237； 2.山東建筑大學(xué)， 機(jī)電工程學(xué)院， 山東 濟(jì)南 250102；3.山東大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 山東 濟(jì)南 250100)

引言

工程機(jī)械在我國工業(yè)工程中有廣泛的應(yīng)用和重要作用，其中占工程機(jī)械總產(chǎn)值比較大的是挖掘機(jī)，約為25%～50%。工程中約70%的土方量都是由挖掘機(jī)完成的，在建筑、交通和國防等工程中起了重要作用[1-2]。液壓系統(tǒng)是挖掘機(jī)的重要系統(tǒng)之一，也是挖掘機(jī)的基礎(chǔ)條件和其發(fā)展的重要前提之一[3-4]。液壓多路閥作為挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)的核心控制元件，其性能與可靠性對挖掘機(jī)的整體工作水平有很大的影響[5-7]。多路閥結(jié)構(gòu)復(fù)雜，集成度較高，在使用過程中通常會出現(xiàn)各種故障， 如液壓油泄漏、壓力損失較大、閥芯卡滯、插接件損壞等[8-9]。

在我國工程機(jī)械行業(yè)中，如何提高多路閥的可靠性一直是行業(yè)關(guān)注的重點問題[10]。目前已經(jīng)有許多學(xué)者開展了對液壓多路閥的研究工作。張宏等[11]采用流場仿真的手段，對閥芯受力情況進(jìn)行了數(shù)值模擬，并通過試驗驗證了數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性。劉長譽(yù)等[12]基于Fluent軟件分析了大流量工況下，不同閥口開度時閥內(nèi)的流域壓力和速度分布規(guī)律。胡林華等[13]采用流固熱耦合分析方法，針對多路閥高壓大流量容易造成閥芯卡滯的問題進(jìn)行了仿真研究。張鑫等[14]針對多路閥在使用過程中的發(fā)熱、異響、壓力損失過大等問題，應(yīng)用數(shù)值模擬的方法對液壓挖掘機(jī)多路閥動臂聯(lián)進(jìn)行流場分析。徐莉萍等[15]針對拖拉機(jī)液壓多路閥在實際中存在的壓力損失嚴(yán)重、操縱力過大的問題，基于Fluent軟件獲得了流體在工作中的速度、靜壓云圖等，并基于仿真結(jié)果對多路閥進(jìn)行了改進(jìn)。

近年來學(xué)者們對多路閥做了很多有益的研究工作， 但對于多路閥閥口部分的流場研究還較少。因此本研究基于試驗臺上多路閥試驗工況，進(jìn)行多路閥主要動作聯(lián)的閥口穩(wěn)態(tài)流場仿真分析，研究重要參數(shù)對閥口穩(wěn)態(tài)流場的影響，為后續(xù)開展多路閥內(nèi)沖蝕磨損、氣蝕以及提高多路閥可靠性的研究提供支撐。

1 挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)液壓回路與回轉(zhuǎn)聯(lián)結(jié)構(gòu)

據(jù)統(tǒng)計，回轉(zhuǎn)運動占挖掘機(jī)1個工作循環(huán)時間的50%～70%，消耗的能量約占25%～40%，是挖掘機(jī)在工作循環(huán)中必不可少的一個過程[16-17]。圖1為挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)動作的液壓原理圖，圖中回轉(zhuǎn)控制閥4處于中位狀態(tài)，由主泵8供給的液壓油流經(jīng)中央旁通回路R直接回到油箱，其余回路均被阻斷，回轉(zhuǎn)馬達(dá)1沒有油液供給無法回轉(zhuǎn)。當(dāng)需要向左進(jìn)行回轉(zhuǎn)動作時，先導(dǎo)泵9向SL油路供油，回轉(zhuǎn)控制閥4閥芯右移，PG油路通油，解除回轉(zhuǎn)制動，回轉(zhuǎn)油路開啟。主泵8油液通過單向閥6和大臂回轉(zhuǎn)優(yōu)先閥5流經(jīng)回轉(zhuǎn)控制閥4進(jìn)路回路B?；芈稡中的油液使補(bǔ)油閥3R關(guān)閉，且溢流閥2R處于關(guān)閉狀態(tài)，全部液壓油驅(qū)動回轉(zhuǎn)馬達(dá)1左轉(zhuǎn)。同理，當(dāng)需要向右回轉(zhuǎn)時，先導(dǎo)泵9向SR油路供油，回轉(zhuǎn)控制閥4閥芯左移，PG油路通油，回轉(zhuǎn)制動解除，油路開啟。油液在通過單向閥6、大臂回轉(zhuǎn)優(yōu)先閥5和回轉(zhuǎn)控制閥4后進(jìn)路回路A，并使補(bǔ)油閥3L關(guān)閉，且溢流閥2L處于關(guān)閉狀態(tài)，全部液壓油驅(qū)動回轉(zhuǎn)馬達(dá)1右轉(zhuǎn)。

1.回轉(zhuǎn)馬達(dá) 2L、2R.回轉(zhuǎn)補(bǔ)油閥 3L、3R.回轉(zhuǎn)溢流閥 4.回轉(zhuǎn)控制閥 5.大臂回轉(zhuǎn)優(yōu)先閥 6.單向閥 7.主溢流閥 8.主泵 9.先導(dǎo)泵

圖2為多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)的結(jié)構(gòu)圖， 多路閥的回轉(zhuǎn)聯(lián)與備用聯(lián)相連，當(dāng)挖掘機(jī)的工作裝置由鏟斗更換為破碎錘等裝置時由備用聯(lián)進(jìn)行控制，兩者共用一個回油油路T口?；剞D(zhuǎn)聯(lián)主要由先導(dǎo)閥、端蓋、單向閥、錐閥、閥芯和閥體組成。當(dāng)右側(cè)先導(dǎo)油路的壓力增大時，推動閥芯左移，此時P口與B口相通，A口與T口相通，帶動回轉(zhuǎn)馬達(dá)轉(zhuǎn)動實現(xiàn)挖掘機(jī)的回轉(zhuǎn)動作；當(dāng)右側(cè)先導(dǎo)壓力減小到小于彈簧力時，閥芯復(fù)位油路被切斷，回轉(zhuǎn)動作停止；當(dāng)左側(cè)先導(dǎo)油路的壓力增大時，彈簧力使閥芯右移此時P口與A口相通，B口與T口相通，挖掘機(jī)反向回轉(zhuǎn)。通過手柄可以調(diào)節(jié)先導(dǎo)壓力，當(dāng)壓力與先導(dǎo)閥內(nèi)的彈簧力以及液動力平衡時，閥口就穩(wěn)定在某一開度下工作，進(jìn)入回轉(zhuǎn)馬達(dá)的流量也就一定，因此可以通過手柄控制執(zhí)行機(jī)構(gòu)的動作速度。

1.回轉(zhuǎn)控制閥殼體 2.回轉(zhuǎn)閥芯 3.回轉(zhuǎn)聯(lián)閥蓋 4.備用聯(lián)閥芯 5.備用聯(lián)殼體 6.過載補(bǔ)油閥 7.備用閥殼體 8.單向閥 9.彈簧限位塊 10.彈簧定位環(huán) 11.彈簧 12.錐閥

2 三維模型建立和網(wǎng)格劃分

多路閥內(nèi)流體的流動是以流體域為基礎(chǔ)的，計算域與閥的機(jī)械結(jié)構(gòu)是緊密聯(lián)系的，所以采用先建立閥的機(jī)械結(jié)構(gòu)，再采用布爾運算抽取流道的方法建立流體計算域。閥殼體、閥芯三維模型如圖3所示，其中忽略了閥芯與閥體之間的縫隙以及電磁鐵、密封部件、彈簧、定位柱、螺栓、螺釘、輔助閥等部件。

圖3 回轉(zhuǎn)聯(lián)三維模型

在實際工作環(huán)境下，挖掘機(jī)左右回轉(zhuǎn)時的負(fù)載相同，并且P-A流道和P-B流道的形狀相同，閥口節(jié)流槽也一致，都容易發(fā)生沖蝕、氣蝕和磨損，所以可以任取一閥口作為研究對象。采用ANSYS Fluent專用前處理軟件SpaceClaim進(jìn)行流道抽取，并截取閥口部分。模型中存在的部分圓角會降低網(wǎng)格的質(zhì)量，而且對流體的流動沒有影響，所以將這部分圓角特征刪除；考慮到閥口部位節(jié)流槽的形狀復(fù)雜，所以采用四面體對流域進(jìn)行劃分，綜合考慮求解精度和求解速度，取10萬網(wǎng)格作為計算網(wǎng)格；并且流體在近壁區(qū)由于摩擦和液體黏性的影響會使流動復(fù)雜，所以為了提高求解精度，在近壁面的邊界層加入了5層網(wǎng)格(增長率為1.2)，閥口網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 閥口模型

3 網(wǎng)格劃分和仿真設(shè)置

3.1 數(shù)值計算的理想化假設(shè)

為了能夠準(zhǔn)確的對多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)閥口流場進(jìn)行分析研究，在仿真計算之前需要滿足如下假設(shè)：

(1) 閥芯與閥體之間配合精確，密封良好沒有內(nèi)泄漏；

(2) 假設(shè)流場中的溫度恒定不變，無熱量損失，無熱交換；

(3) 假設(shè)液壓油為理想牛頓液體，即油液不可壓縮；

(4) 假設(shè)壁面光滑，忽略壁面粗糙度對沖蝕磨損的影響；

(5) 假設(shè)流體域的出入口流量分布和負(fù)載分布為均勻分布，且不隨時間發(fā)生變化。

3.2 仿真參數(shù)確定

根據(jù)國內(nèi)某機(jī)械企業(yè)多路閥可靠性試驗的參數(shù)確定仿真邊界條件，并根據(jù)多路閥的工作流量與負(fù)載得到計算得到入口邊界和出口邊界的速度和壓力范圍，水力直徑(特征長度)依據(jù)式(1)計算，得到入口腔的水力直徑為14.8 mm，出口腔的水力直徑為22.8 mm。

(1)

式中,A—— 過流面積，入口腔為320 mm2，出口腔為570 mm2

Pw—— 周長，入口腔為86.5 mm，出口腔為100 mm

根據(jù)式(2)計算，得到入口腔的湍流強(qiáng)度范圍為5.5%～5.6%，因為出口腔沒有回流則不考慮湍流強(qiáng)度，取Fluent默認(rèn)值為5%。

(2)

式中，ρ—— 流體密度

v—— 流體速度

μ—— 流體黏度系數(shù)

依據(jù)上述公式及實際工況得到的參數(shù)如表1所示，工作介質(zhì)為L-HM46號液壓油，密度為872.5 kg/m3，動力黏度為0.004 kg/(m·s)。

表1 仿真參數(shù)

3.3 Fluent求解器設(shè)置

求解器中設(shè)置求解方法基于壓力基，速度公式為絕對方法，并考慮重力影響。湍流模型選用Realizableκ-ε模型，壁面函數(shù)為標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)。在計算資源足夠的情況下選用Coulped方法縮短計算時間，并選用二階迎風(fēng)差分格式提高計算精度。

3.4 模型驗證

本研究在負(fù)載20 MPa，壓差約為1 MPa的條件下對多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)進(jìn)行試驗，測量的流量Q、閥芯位移L、先導(dǎo)壓力p如圖5所示，因為閥內(nèi)存在結(jié)構(gòu)死區(qū)，所以在圖的左側(cè)建立了以閥口開度xv為刻度的小坐標(biāo)軸，從20%開度開始，以10%開度為增量進(jìn)行仿真，得到閥內(nèi)的流量數(shù)據(jù)。從圖中可以看到，仿真數(shù)據(jù)與試驗測得的主閥工作口流量數(shù)據(jù)符合良好，可以驗證建立物理模型的準(zhǔn)確性。

圖5 試驗與仿真數(shù)據(jù)對比

4 閥口流場仿真研究

油液在閥口部位的流動狀態(tài)對閥的平穩(wěn)可靠運行有重要影響。在液壓滑閥換向過程中油液會沖擊閥體造成振動和噪聲，流體的速度與壓力會影響閥內(nèi)的沖蝕磨損和氣蝕磨損。所以采用Fluent軟件對閥口部分進(jìn)行三維數(shù)值模擬與分析研究，確定閥口開度、負(fù)載和流量等閥的宏觀狀態(tài)對閥口部位油液的速度場和壓力場的影響。

4.1 閥口開度對閥口區(qū)域影響

在Fluent中選擇邊界類型為入口速度和出口壓力，根據(jù)邊界條件范圍選定進(jìn)口油液速度為12 m/s，出口負(fù)載為15 MPa，在閥口開度為100%，90%，80%，70%，60%，50%，40%，30%，20%，10%的情況下對多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)進(jìn)行有限元數(shù)值模擬計算，分析閥口開度對閥內(nèi)流場的影響。

1) 速度場

為了能夠更好的研究閥口開度變化對閥內(nèi)流場的影響，在閥內(nèi)選定如圖6所示的3個監(jiān)測點。入口速度12 m/s、負(fù)載壓力15 MPa條件下，在仿真結(jié)果中選取能夠代表閥口開度對速度場影響的閥口100%，50%，10%開度作為研究對象，如圖7所示。不同的閥口開度下速度流場分布有明顯的不同，油液在負(fù)載和流量相同的情況下，經(jīng)過不同開度閥口的節(jié)流之后，油液的速度分布和最大速度出現(xiàn)了明顯的不同。在閥口全開的情況下，流道最寬，閥芯對速度場的影響最小， 能量能夠比較均勻的散布在流體中，因此閥口后的高流速區(qū)域最大。隨著閥口開度的變小，流道也越來越窄，閥芯對速度場的影響越來越大，流體中的動能被閥芯吸收的越多，因此閥口后的高流速區(qū)域也就越小，可以看到，區(qū)域越來越小，并且B區(qū)域的閥口節(jié)流作用隨著閥口的變化也越來越明顯。

圖6 檢測點位置圖

圖7 不同閥口開度下流場速度云圖

通過表2中監(jiān)測點的速度值和圖8可以看到，閥口后速度隨閥口開度減小而增大，閥口全開的情況下最大速度為30.2 m/s，而閥口微開下最大速度增大為59.9 m/s，Point-1與Point-3處的速度變化情況與最大速度的變化情況一致，Point-1的速度從22.0 m/s變?yōu)?4.3 m/s，Point-3的速度從2.8 m/s變?yōu)?6.0 m/s。閥口部分相當(dāng)于可變過流面積的節(jié)流口，根據(jù)節(jié)流原理，如式(3)所示，在流量一定的情況下，改變閥口開度等于改變了節(jié)流口的節(jié)流面積，所以閥口后的速度變化與閥口的開度為反比關(guān)系，所以圖8中的速度變化和圖7的高速區(qū)域變化有閥口開度越小，閥內(nèi)速度和高速區(qū)域面積變化越明顯的現(xiàn)象。

表2 監(jiān)測點速度

圖8 監(jiān)測點和最大速度圖

(3)

式中,S—— 過流面積

Point-2的變化趨勢與Point-1，Point-3有明顯的不同，這是因為閥內(nèi)出現(xiàn)了渦流，Point-2正好處于渦流的影響范圍內(nèi)。從100%開度減小至80%開度，閥后速度增大導(dǎo)致渦流強(qiáng)度變化，使Point-2的速度減??；80%開度減小至60%開度，渦流范圍對Point-2的影響占優(yōu)勢地位，造成了速度先增加后減小的趨勢；小于60%開度時渦流逐漸消失，并且閥口節(jié)流效果對流速的影響也逐漸占據(jù)主要作用，所以Point-2的速度逐漸增加。

2) 壓力場

圖9為入口速度12 m/s，出口壓力為15 MPa條件下的閥口開度分別為100%，50%，10%的壓力場云圖。從圖中可以看到，閥口開度對閥口區(qū)域壓力場影響顯著。C，E區(qū)域?qū)α黧w起節(jié)流作用，造成大量油液的堆積，使進(jìn)油腔成為閥口壓力最大的區(qū)域。在此處有較大的壓力損失，閥口的開度越小壓力損失越大，并且開度越小壓力變化越快，在閥口全開下，C區(qū)域中有較大的緩沖區(qū)域，而在微開狀態(tài)下壓力會在很小的距離內(nèi)降低。在圖中可以看到，E區(qū)域的壓力及變化情況普遍小于C區(qū)域，這是因為E區(qū)域處于閥內(nèi)的高點，油液在流向E區(qū)域時會因為閥芯和流道結(jié)構(gòu)造成一部分壓力的損失。D區(qū)域中會出現(xiàn)2個明顯高壓力范圍，這是由于油液流經(jīng)節(jié)流槽后撞擊閥芯造成油液聚集形成了高壓區(qū)，閥口開度越小此范圍越明顯且與周圍油液的壓力差越大，最大可以達(dá)到1 MPa。結(jié)合速度場來看，此區(qū)域的油液以高壓高速直接撞擊閥芯，容易造成閥芯的沖蝕磨損。F區(qū)域?qū)?yīng)圖7中A 區(qū)域內(nèi)的渦流范圍，在渦流的中心形成了明顯的低壓區(qū)。閥口開度的變化會使渦流的強(qiáng)度和范圍也隨之變化，反映在壓力場上就是該低壓區(qū)域的大小和壓差會隨著閥口開度的變化而變化，在小閥口開度時由于渦流的消散該低壓區(qū)也隨之消失。

圖9 不同閥口開度下流場壓力云圖

4.2 入口速度對閥口區(qū)域流場影響

選擇閥口最大和最小開度以及速度入口的峰值谷值作為研究對象，基本可以代表閥口部分的速度壓力場隨入口速度變化的規(guī)律。因此將出口邊界條件的負(fù)載壓力設(shè)置為恒定值15 MPa，研究閥口開度分別為100%及10%狀態(tài)下，入口邊界條件為10.5 m/s和15.5 m/s的流場變化，速度場云圖和壓力場云圖如圖10、圖11所示。

圖10 不同閥口開度的峰值和谷值速度場圖

圖11 不同閥口開度的峰值和谷值壓力場圖

從圖中可以看到，在本研究設(shè)定的邊界條件下，回轉(zhuǎn)聯(lián)閥口在100%開度時，入口速度從10.5 m/s提高至15.5 m/s后，速度場基本保持不變， 核心湍流區(qū)域A中的流場基本相同，壓力場也基本保持一致，僅有D區(qū)域因入口速度增大導(dǎo)致閥內(nèi)平均流速增加而影響了該區(qū)域的渦流強(qiáng)度，才出現(xiàn)了低壓點。而對于10%閥口開度，入口速度從10.5 m/s變?yōu)?5.5 m/s，速度場和壓力場的變化對比于閥口全開狀態(tài)更加明顯，流道內(nèi)流體的速度和壓力整體有較大的增長，最大壓力增幅為1.2 MPa，最大流速增幅為1.5 m/s，在速度場中，出口腔的速度分布變化較為明顯，而其他區(qū)域包括核心湍流區(qū)域B，C都基本保持不變；壓力場也基本保持不變，有較為明顯變化的為D，E兩處，其中E區(qū)域的壓力變化更快，壓力在短距離的降低，D區(qū)域會出現(xiàn)1個較為明顯低壓點。

綜合來說，入口速度提高使流道內(nèi)的速度和壓力整體增大，速度場和壓力場變化很小，基本保持穩(wěn)定。開度越小，入口速度從10.5 m/s變?yōu)?5.5 m/s后，速度場和壓力場的變化越明顯，這是因為在小開度下閥口節(jié)流作用強(qiáng)，而大開度下節(jié)流作用較弱，提高相同入口速度需要的壓差更大。在閥口全開下，入口速度從谷值變化到峰值，前后壓差從0.03 MPa提高到0.05 MPa 就可以實現(xiàn)，0.02 MPa的壓差變化使流場變化很?。欢陂y口微開下，實現(xiàn)相同的效果需要將壓差從0.15 MPa提高到0.27 MPa，壓差提高了0.12 MPa，流場的變化更為明顯。

4.3 出口負(fù)載對閥口區(qū)域流場影響

以負(fù)流量多路閥為研究對象，在實際工程機(jī)械上一般搭配負(fù)流量泵組成負(fù)流量控制系統(tǒng)。根據(jù)負(fù)流量控制系統(tǒng)以及多路閥的特性可知，負(fù)流量變量泵會根據(jù)整體的負(fù)載來調(diào)節(jié)排量，流入回轉(zhuǎn)聯(lián)的流量除了受回轉(zhuǎn)負(fù)載的影響還受挖掘機(jī)整體負(fù)載的影響。

在本研究中，仿真采用的邊界條件為速度入口和壓力出口，當(dāng)出口壓力和入口速度都確定時，F(xiàn)luent求解器會根據(jù)已知條件自動計算出入口處的壓力，確定一個合適的壓差來保證得到用戶得到的入口速度。仿真條件設(shè)置閥口為全開狀態(tài)，入口速度為12 m/s，在負(fù)載15 MPa和25 MPa下進(jìn)行數(shù)值模擬計算，此時入口的壓力分別為15.3 MPa和25.3 MPa，壓差都為0.3 MPa，在壓差和流道結(jié)構(gòu)都相同的情況下其速度場分布和壓力場分布應(yīng)該相同。圖12即為負(fù)載15 MPa 和25 MPa的速度云圖和壓力云圖，可以看到不同負(fù)載下的速度場分布和流體速度完全相同， 壓力場的分布也完全相同，而流體的壓力值則與負(fù)載呈正相關(guān)有相應(yīng)的提高。

圖12 閥口全開狀態(tài)不同負(fù)載的閥口狀態(tài)圖

5 多路閥回轉(zhuǎn)聯(lián)耐久試驗

滑閥內(nèi)的速度場和壓力場會直接影響閥內(nèi)的沖蝕磨損和氣蝕磨損，流場的分布與大小直接決定了磨損的發(fā)生部位與嚴(yán)重程度。因此本研究借助某企業(yè)多路閥耐久試驗臺對回轉(zhuǎn)聯(lián)進(jìn)行試驗，驗證流場與閥芯磨損的關(guān)系。

5.1 試驗平臺與對象

圖13為試驗臺的現(xiàn)場圖，該平臺由4臺電控變排量的柱塞泵為多路閥測試提供動力源，系統(tǒng)的額定壓力42 MPa，最大流量400 L/min，能夠很好的滿足試驗條件。圖14為被試多路閥的實拍圖，型號為KMX15RB，與本研究對象一致,額定流量300 L/min，額定壓力為34.3 MPa，最高壓力為37.3 MPa。

圖13 試驗平臺現(xiàn)場圖

圖14 被試多路閥

5.2 試驗方案

試驗按照J(rèn)B/T 8729—2013進(jìn)行，為了使試驗效果更加接近真實的作業(yè)情況，依據(jù)《中噸位挖掘機(jī)液壓系統(tǒng)載荷譜測試大綱》對挖掘機(jī)挖掘甩方的典型作業(yè)方式：挖掘、提升+旋轉(zhuǎn)、放鏟、回轉(zhuǎn)+下放工況進(jìn)行測試，采集數(shù)據(jù)并以雨流計數(shù)法進(jìn)行時域外推后得到臺架擬時加載譜。

5.3 試驗結(jié)果分析

在試驗1500 h后將閥芯抽出，使用石油醚清洗表面的液壓油后，觀察閥口表面情況，如圖15所示。圖15a為背對著閥口進(jìn)口腔和出口腔的表面，可以看到其損傷程度較小，與仿真結(jié)果一致，圖7中B區(qū)域和圖9中E區(qū)域處的流速較慢且壓差較小，相應(yīng)的該區(qū)域表面的沖蝕磨損和氣蝕磨損較小，因此入口損傷幾乎不可見。圖15c為正對閥口進(jìn)口腔和出口腔的表面，受油液的直接沖擊，該處液體流速較快油液中的懸浮粒子直接撞擊閥芯表面造成沖蝕磨損，因此該表面的磨損最為嚴(yán)重。圖15b為圖15a和圖15c中表面的交界處，并且從圖中可以看到圖15b和圖15c方框區(qū)域內(nèi)的磨損更加嚴(yán)重，這與前文研究中的油液的速度場分布相同，即越靠近入口腔的流速越快，對應(yīng)的沖蝕磨損越嚴(yán)重。

圖15 閥芯表面損傷圖

6 結(jié)論

(1) 閥口開度的改變會顯著改變閥口處流體速度場和壓力場的分布，閥口對流體具有節(jié)流作用，閥口開度越小節(jié)流作用越大，閥口處流體的平均速度和平均壓力明顯增大，但某些特殊位置會受湍流渦的影響產(chǎn)生速度波動區(qū)域和低壓點；

(2) 入口速度即流量的小幅變化對流體速度場和壓力場的分布影響不大，但是會明顯影響閥口處流場流體的速度，但對于壓力大小的影響較弱，入口速度與各點的速度和壓力變化呈正相關(guān)，且閥口開度越小，閥內(nèi)各點的速度和壓力隨入口速度的增幅越大；

(3) 在Fluent仿真軟件中，當(dāng)設(shè)定邊界條件為速度入口和壓力在口時，因為Fluent求解器的機(jī)制，在入口流量確定的情況下改變出口的壓力對閥口處的速度和速度場分布基本不產(chǎn)生影響，對于壓力，則只改變壓力的大小，對壓力場分布基本不產(chǎn)生影響；

(4) 多路閥在小開度情況下工作時，閥口后的流速急劇增大，容易對閥芯和閥體壁面造成沖蝕磨損，也會造成壓力損失，容易造成空化氣蝕磨損，因此多路閥應(yīng)避免在小開度下工作；

(5) 試驗后的閥芯磨損位置和范圍與仿真中得到的磨損易發(fā)位置一致。